機械課程設計說明書設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計專業(yè)班級：學生姓名：學生學號：指導教師：時間：2013-1-17（1） 引言（2） 設計題目（3） 電動機的選擇（4） 傳動零件的設計和計算（5） 減速箱結構的設計（6） 軸的計算與校核（7） 鍵連接的選擇和計算（8） 聯軸器的選擇 （9） 設計小結（10） 參考文獻一、 引言課程設計是考察學生全面在掌握基本理論知識的主要環(huán)節(jié)。本次是設計一個錐齒輪減速器，減速器是用于電動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置。課程設計內容包括：設計題目，電機選擇，運動學動力學計算，傳動零件的設計及計算，減速器結構設計，軸的設計計算與校核。錐齒輪減速器的計算機輔助機械設計，計算機輔助設計及計算機輔助制造（CAM/CAD）技術是當今設計以及制造領域廣泛采用的先進技術，通過本課題的研究，將進一步深入的對這一技術進行深入的了解和學習。減速器的設計基本上符合生產設計的要求，限于作者水平有限，錯誤之處在所難免，望老師予以批評改正。二、 設計題目：帶式運輸機傳動裝置的設計 1. 傳動方案錐齒輪減速器開式齒輪2. 帶式運輸機的工作原理如圖20-13. 工作情況1） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35度；2） 使用折舊期：8年；3） 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；4） 動力來源：電力，三相流，電壓380、220V；5） 運輸帶速度允許誤差：5%；6） 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。4.設計數據運輸帶工作拉力F/N 運輸帶工作速度V/(m/s） 卷筒直徑D/mm 5 設計內容1） 按照給定的原始數據和傳動方案設計減速器裝置；2） 完成減速器裝配圖1張；3） 零件工作圖1-3張；4） 編寫設計計算說明書一份。三、電動機的選擇：（一）、電動機的選擇1、選擇電動機的類型： 按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。2、選擇電動機容量 ：電動機所需的功率為： （其中：為電動機功率，為負載功率，為總效率。）而KW, 所以KW傳動效率分別為：聯軸器效率滾動軸承的效率圓錐齒輪傳動效率開式齒輪傳動效率卷筒傳動效率傳動裝置的總效率應為組成傳動裝置的各部分運動副效率之乘積,即：所以 3、確定電動機轉速卷筒軸工作轉速為查表可得：一級圓錐齒輪減速器傳動比，一級開式齒輪傳動比，則總傳動比合理范圍為，故電動機轉速的可選范圍為 根據這個查表可以選擇的電動機有以下幾種： 表1 方案電動機型號額定功率 PKW電動機轉速r/min電動機重量Kg參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比齒輪傳動減速器1Y132S 45.515001440682Y132M2 65.51000960843Y160M2 85.5750710119綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比可見第2個方案比較合適因此選定電動機型號為Y132M 2 6，其主要性能如下表2：表2型號額定功率 KW滿載時轉速r/min電流A效率%功率因數Y132SM2 65.59602.02.0電動機主要外形和安裝尺寸列于下表：（二）、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1、總傳動比 由選定的的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置的總傳動比為 = (1)電動機型號為 ，滿載轉速 = ,且工作機主動軸轉速n = ,則由上面公式(1)可得： 2、分配傳動比總傳動比為各級傳動比的乘積，即 (2)設、分別為圓錐齒輪的傳動比和圓柱齒輪的傳動比，在圓錐齒輪減速器的傳動比范圍內 = 3則由公式 （2）可得 得 根據圓柱齒輪減速器的傳動比范圍可取4 ，3、計算傳動裝置的運動和動力參數（1）、各軸轉速 軸 軸 軸 軸 (2)、各軸輸入功率 軸 軸 軸 軸 (3)、各軸輸入轉矩 電機軸輸出轉矩所以各軸輸出轉矩為： 軸 軸 軸 軸 軸名效率PKW轉矩TN*M轉速 nr/m傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸5.049.7496010.97I軸4.854.66 48.2646.3396030.94II軸4.564.51136.21134.85305.7310.97III軸4.434.21 132.15125.54305.734.190.93IV軸4.123.91515.50489.4376.43四、傳動零件的設計計算（一）、選擇圓錐齒輪傳動的設計計算1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度，齒形角，齒頂高系數，頂隙系數。（2）材料選擇，小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45剛（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。2.按齒面接觸疲勞強度設計 公式： （1）、確定公式內的各計算值1）查得材料彈性影響系數，節(jié)點區(qū)域系數。2）按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞極限。3）計算應力循環(huán)次數小齒輪： 大齒輪： 4） 查表得到： 5) 查得接觸批量壽命系數 6）計算接觸疲勞許用應力 7）可以選取，； 所以8)9）10)(2)計算1）試算小齒輪的分度圓直徑，帶入許用應力中的較小值得：=89.42mm2）計算圓周速度v3)齒數，由公式得大齒輪齒數 ，c=18所以=70.94取，則，取。則齒數比 ，與設計要求傳動比的誤差為1.33%，可用。4）模數大端模數 取標準模數m=4mm。5）大端分度圓直徑 小齒輪大端分度圓直徑大于強度計算要求的89.43mm。6）節(jié)錐頂距 7）節(jié)圓錐角（未變位時，與分度圓錐角相等） 18.664968=183954 71.335032=712068)大端齒頂圓直徑小齒輪 大齒輪 9）齒寬 取 10）進行強度校核計算402.37MPa<444.6MPa所以強度符合。3、按齒根彎曲疲勞強度設計公式：(1) 確定公式內的各計算值 1）查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度。2）查得彎曲疲勞壽命系數3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞系數S=1.6則4)查取齒形系數 ，5)應力校正系數 ，6)計算大小齒輪的，并加以比較： 大齒輪大所以取0.01836(2)、帶入以上數據可以求得=2.65(3)進行強度校核計算帶入公式206.74MPa<213.75MPa所以符合。 7）、數據整理 名稱符號公式直齒圓錐小齒輪直齒圓錐大齒輪齒數2471模數mm4傳動比ii2.96分度圓錐度，分度圓直徑96284齒頂高44齒根高4.84.8齒全高h8.88.8齒頂圓直徑，101.61(大端)285.89（大端）齒根圓直徑， 90.39283.11齒距p12.56 12.56齒厚s 6.286.28齒槽寬e6.286.28頂隙c 0.8 0.8錐距R149.89149.89齒頂角，齒根角 齒頂圓錐角，齒根圓錐角，當量齒數25.33221.88齒寬4545（二）、開式圓柱齒輪的設計計算1、選定齒輪類型和精度等級。 因為為開式齒輪所以選擇硬齒面，工作較為平穩(wěn)選用8級精度，選擇材料是鑄鋼，硬度為250HBS。 小齒輪齒面強度為400HBS，大齒輪齒面強度為360HBS，兩者材料硬度相差為40HBS。 選取小齒輪齒數，則。2、按齒根彎曲疲勞強度計算：(1)、確定公式中的各計算值：1)查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲疲勞強度極限2)計算應力循環(huán)系數： 3)從而查到壽命系數4)選取疲勞安全系數S=2， 得到：3)材料彈性系數4)選取齒寬系數5)計算載荷系數K選取，所以6)初選，則相應的，； ，所以 選取較大值又選取7)計算工作轉矩(2)、帶入計算得：所以選取m=3.75(3)中心距(4)分度圓直徑 (5)齒輪寬度 所以取大齒輪寬度為38mm齒輪寬度為43mm7）數據整理名稱符號公式直齒圓柱小齒輪直齒圓柱大齒輪齒數2080模數mm3.75傳動比ii3.75分度圓直徑75300齒頂高3.753.75齒根高4.54.5齒全高h8.258.25齒頂圓直徑82.5307.5齒根圓直徑67.5292.5基圓直徑70.48281.9中心距187.5齒距p11.78齒厚s5.89齒槽寬e6.28頂隙c 1.00齒寬5853五、減速器的結構設計名稱符號減速器型式及尺寸關系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑12地腳螺釘數目4軸承旁聯接螺栓直徑9機蓋與座聯接螺栓直徑7聯接螺栓的間距180軸承端蓋螺栓直徑5視孔蓋螺釘直徑4定位銷直徑5、到外箱壁距離18、16、13、至凸緣邊緣距離16、14、11軸承旁凸臺半徑凸臺高度外箱壁至軸承座端面距離30大齒輪頂圓與內箱壁距離12齒輪端面與內箱壁距離10箱蓋、箱座肋厚、；軸承端蓋外徑軸承端蓋凸緣厚度9軸承旁聯接螺栓距離六、軸的計算一、減速器高速軸I的設計(一)、選擇軸的材料初選軸的材料為45剛，調質處理，其機械性能查表可得：。(二)、軸的尺寸計算1、求輸出軸上的功率，轉速和轉矩由前面的計算可得 2、初步確定軸的最小直徑查得3、軸的結構設計(1)下圖為I軸的裝配方案：(2) 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如下圖：4、 選擇聯軸器：根據條件選取確定聯軸器轉矩結合電動機型號，選用彈性套柱銷聯軸器，型號LT6聯軸器即該端選用的半軸連接器的孔徑，故取軸徑，半聯軸器轂空的長度故取5、初步選擇滾動軸承軸承同時承載徑向力和軸向力，但軸向力較小，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求，并根據尺寸，選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6208，其尺寸為。從而可以知道：，。6、由經驗公式算肩高度：故取h=4mm，從而確定由書上公式要求得：,取7、根據軸承安裝方便的要求，取，均比小1mm,則：根據安裝軸承旁螺栓的要求取。根據齒輪與內壁的距離要求，取所以8、根據齒輪孔的軸徑和長度，確定至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。9、軸上零件的周向定位 齒輪、聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按手冊查得，半聯軸器與軸的聯接處的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm（標準鍵長見）。 為了保證聯軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇聯軸器輪轂與軸配合為H7/k6。齒輪與軸的聯接處的平鍵截面 ()，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為26mm準鍵長見）。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。10、確定軸上的圓角和倒角尺寸取軸端倒角為245，各軸肩處的圓角半徑見圖(三)、求軸上的載荷及其校核根據軸的結構圖，做出軸的計算簡圖：（齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。軸承1和軸承2之間的距離為88mm，軸承2和錐齒輪間的距離為51.5mm1、 計算作用在齒輪上的力圓錐小齒輪圓錐大齒輪2、 求作用在軸上的支反力3、校核軸承壽命：查手冊得6207型深溝球軸承參數查表8.6得（1） 計算軸承所承受的軸向載荷因為軸承1固定，軸承2游離，結合受力分析圖可知，軸承1被“壓緊”，軸承2被“放松”。由此可得軸承2不受軸向力，所以（2） 計算當量動負荷軸承1： 軸承2：（3）軸承壽命計算(3) 做彎矩圖(4)作扭矩圖扭矩圖如圖11.2（機械設計課本）所示，為了使扭矩圖符合下述強度計算公式，圖中已把T這算成的含義見前面，并且取(5)作出計算彎矩圖根據以作的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，的計算公式為(6)、校核軸的強度只需校核軸上最大彎矩截面的強度：二、減速器低速軸II的計算1.求輸出軸上的功率，轉速和轉矩2.初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理。取于是得同時選取聯軸器型號，聯軸器的計算轉矩：按照計算轉矩，選用彈性注銷聯軸器，型號GY5聯軸器，即該端選用的半聯軸器的孔徑，故取軸徑，半聯軸器轂孔的長度L=60mm。3.軸的結構設計（1）、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，如下圖：1）由聯軸器尺寸確定由聯軸器的轂孔長度L 和直徑d及相關要求，可確定2）初步選擇滾動軸承。軸承同時承載徑向力和軸向力，但軸向力較小，故選用單列深溝球軸承。參照工作要求，并根據尺寸，選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6007，其尺寸為。套筒的長取8mm，為了利于固定，一般取比（b+8）小1mm（如圖3所示），故可確定。3）由經驗公式算軸肩高度：取軸肩高為3mm ,確定取4）由經驗公式取，則取 。5） 取取至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度（3）、軸上的零件的周向定位齒輪、聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接。按手冊查得，半聯軸器與軸的聯接處的平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm（標準鍵長見）。 為了保證聯軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇聯軸器輪轂與軸配合為H7/k6。齒輪與軸的聯接處的平鍵截面 ()，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm（標準鍵長見）。為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，除下圖標注外，各軸肩處的圓角半徑，均為R1，如圖：4.求軸上的載荷根據軸的結構圖（圖3）作出軸的計算簡圖（齒輪取齒寬中點處的分度圓直徑作為力的作用點，軸承在寬度中點為作用點）。軸承1和軸承2之間的距離為179mm，軸承2和錐齒輪間的距離為33.5mm大錐齒輪： 5. 校核軸承壽命：（11） 計算軸承所承受的軸向載荷結合受力分析圖可知，軸承1被“放松”，軸承2被“壓緊”。由此可得軸承1不受軸向力，所以（12） 計算當量動負荷軸承2： 軸承1：（3）軸承壽命計算6.做彎矩圖：根據上述見圖，求出總的彎矩并作彎矩圖。7作扭矩圖扭矩圖如圖11.2（機械設計課本）所示，為了使扭矩圖符合下述強度計算公式，圖中已把T這算成的含義見前面，并且取8.作出計算彎矩圖根據以作的總彎矩圖和扭矩圖，求出計算彎矩圖，的計算公式為9.校核軸的強度已知軸的計算彎矩后，即可針對某些危險截面（即計算彎矩大而直徑可能不足的截面）做強度校核計算，通常只校核軸上承受最大計算彎矩的截面（即危險截面C）的強度。七 鍵連接的選擇和計算根據軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選取鍵的尺寸，查有關資料如下： 本減速器的工作條件為有輕度沖擊載荷，選擇鍵如下：鍵名國標1 軸I(聯軸器) 鍵10X8GB1096-2003 A型2 軸I（齒輪處） 鍵 10X8 GB1096-2003 A型3 軸II（聯軸器）鍵 8X7 GB1096-2003 A型4 軸II（齒輪處）鍵10X8 GB1096-2003 A型查表的鋼的靜聯接在時的許用應力 =125150MPa校核鍵1 =17.23MPa d = 35mm L = 48mm校核鍵2 = 19.24 MPa d = 33 mm L = 46mm校核鍵3 = 63.28 MPa d = 30 mm L = 48mm校核鍵4 =37.5 MPa d = 30mm L = 50 mm 所以所有鍵均符合設計要求，可用。八 、聯軸器的選擇考慮到電動機轉軸直徑、軸的最小直徑、傳動轉矩選取聯軸器聯軸器1為凸緣聯軸器：型號如下GY5聯軸器 (GB/T5843-2003)公稱轉矩T=400N/m 額定轉速 n=8000r/min 質量 5.43Kg D=120聯軸器2為凸緣聯軸器：型號如下LT6聯軸器 (GB/T4323-2003)公稱轉矩T=250N/m 許用轉速 n=3800r/min 質量 9.57Kg D=160九、設計小節(jié)通過這次設計一級減速器，讓我更為系統(tǒng)地認識了解了機械設計的全過程，增強了我們對機械行業(yè)的了解。課程設計的優(yōu)點：讓我們學會了靈活運用以往學習的知識，及時了解并且彌補自己的不足。并且通過這次設計對制圖軟件更加熟悉。十、參考資料1、 機械設計/楊明忠，朱家誠主編 編號 ISBN 7-5629-1725-6武漢理工大學出版社 2006年12月第3次印刷。2、 機械設計課程設計手冊/吳忠澤，羅圣國主編 編號ISBN978-7-04-019303-9高等教育出版社 2006年5月（2009重?。?、 機械設計課程設計指導書/龔溎義主編 編號ISBN 978-7-04-002728-0高等教育出版社 1990年4月（2009重?。?。4、 機械設計課程設計圖冊/龔溎義主編 編號ISBN 978-7-04-000712-1高等教育出版社 1989年5月（2009重?。?。